JP4033849B2 - Variable displacement hydraulic pump controller - Google Patents

Variable displacement hydraulic pump controller Download PDF

Info

Publication number
JP4033849B2
JP4033849B2 JP2004097627A JP2004097627A JP4033849B2 JP 4033849 B2 JP4033849 B2 JP 4033849B2 JP 2004097627 A JP2004097627 A JP 2004097627A JP 2004097627 A JP2004097627 A JP 2004097627A JP 4033849 B2 JP4033849 B2 JP 4033849B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
pressure
control
valve
flow path
variable displacement
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP2004097627A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2005282456A (en
Inventor
哲弘 近藤
規彰 兼清
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Kawasaki Precision Machinery KK
Original Assignee
Kawasaki Precision Machinery KK
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Kawasaki Precision Machinery KK filed Critical Kawasaki Precision Machinery KK
Priority to JP2004097627A priority Critical patent/JP4033849B2/en
Priority to CNB2004100115393A priority patent/CN100392246C/en
Publication of JP2005282456A publication Critical patent/JP2005282456A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP4033849B2 publication Critical patent/JP4033849B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Images

Description

本願発明は、油圧ショベルや油圧クレーン等の産業機械に使用される可変容量型油圧ポンプの制御装置に関し、詳しくは、パワーシフト機能を備えた可変容量型油圧ポンプ制御装置に関するものである。   The present invention relates to a control device for a variable displacement hydraulic pump used in an industrial machine such as a hydraulic excavator or a hydraulic crane, and more particularly to a variable displacement hydraulic pump control device having a power shift function.

従来より、油圧ショベルや油圧クレーン等の産業機械には、バケット,アーム,ブーム等のアクチュエータの速度や方向を制御するコントロールバルブに所定圧の圧油を供給するための可変容量型油圧ポンプが複数設けられている。この可変容量型油圧ポンプとしては、例えば、高馬力で作業を行うモード(以下、「Hモード」という。)と、燃費重視で作業を行うモード(以下、「Sモード」という。)と、地ならし等の軽作業を行うモード(以下、「Lモード」という。)とにパワーシフト制御することが可能な制御装置が設けられたものがある。Sモードは、通常の作業を含み最も一般的な作業を行うために設けられ、Lモードは、エンジンの回転速度が低くトルクが小さい場合にはポンプが小容量で作業するために設けられている。   Conventionally, in industrial machines such as hydraulic excavators and hydraulic cranes, there are a plurality of variable displacement hydraulic pumps for supplying a predetermined pressure of hydraulic oil to control valves that control the speed and direction of actuators such as buckets, arms, and booms. Is provided. As this variable displacement hydraulic pump, for example, a mode in which work is performed with high horsepower (hereinafter referred to as “H mode”), a mode in which work is performed with emphasis on fuel consumption (hereinafter referred to as “S mode”), and ground leveling are performed. Some of them are provided with a control device capable of performing power shift control in a mode for performing light work such as (hereinafter referred to as “L mode”). The S mode is provided for performing the most general work including normal work, and the L mode is provided for the pump to work with a small capacity when the engine speed is low and the torque is small. .

図8は、この種の可変容量型油圧ポンプ制御装置の一例を示す図である。この制御装置51は、複数設けられた可変容量型油圧ポンプ制御装置の1つを示している。図示するように、エンジン52で駆動する可変容量型油圧ポンプ53は、サーボピストン54によって傾転制御されて吐出量が制御されている。このサーボピストン54には、スプール55とスリーブ56とを有する調整弁57(レギュレータ)からの油圧と、可変容量型油圧ポンプ53から吐出した油圧とが作用しており、調整弁57から油圧が作用する側が大径、可変容量型油圧ポンプ53の吐出側から油圧が作用する側が小径に形成されている。前記調整弁57は、このサーボピストン54に作用するこれらの油圧による力がバランスするように減圧し、以下に述べる方法で可変容量型油圧ポンプ53の傾転を制御している。   FIG. 8 is a diagram showing an example of this type of variable displacement hydraulic pump control device. The control device 51 is one of a plurality of variable displacement hydraulic pump control devices. As shown in the figure, the displacement of the variable displacement hydraulic pump 53 driven by the engine 52 is controlled by the servo piston 54 to control the discharge amount. The servo piston 54 is acted on by hydraulic pressure from an adjustment valve 57 (regulator) having a spool 55 and a sleeve 56 and hydraulic pressure discharged from the variable displacement hydraulic pump 53. The side on which the hydraulic pressure acts is formed with a large diameter, and the side on which the hydraulic pressure acts from the discharge side of the variable displacement hydraulic pump 53 has a small diameter. The adjusting valve 57 reduces the pressure so that these hydraulic pressure forces acting on the servo piston 54 are balanced, and controls the tilting of the variable displacement hydraulic pump 53 by the method described below.

前記調整弁57は、可変容量型油圧ポンプ53からの油圧と電気式パワーシフト機構に設けられた電磁比例減圧弁58からの流体圧とで制御されるコンペンピストン59によって位置制御されている。この調整弁57によって前記サーボピストン54が位置制御され、可変容量型油圧ポンプ53の傾転が制御される。この調整弁57の位置を前記電磁比例減圧弁58で制御するコンペンピストン59で調整することにより、電気式パワーシフト制御の機構が構成されている。   The position of the adjusting valve 57 is controlled by a compensator 59 that is controlled by the hydraulic pressure from the variable displacement hydraulic pump 53 and the fluid pressure from the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58 provided in the electric power shift mechanism. The position of the servo piston 54 is controlled by the adjusting valve 57, and the tilt of the variable displacement hydraulic pump 53 is controlled. By adjusting the position of the adjusting valve 57 with a compensator piston 59 that is controlled by the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58, an electric power shift control mechanism is configured.

調整弁57のスプール55には、コンペンピストン59と接するようにバネ61で付勢されたバー60と、コンペンピストン59の押圧方向と対抗するように付勢する2段のバネ62とが設けられている。調整弁57のスリーブ56は、前記サーボピストン54の移動する方向とほぼ平行に取付けられ、かつ、スリーブ56の変位が前記サーボピストン54の変位に一致するように移動方向の位置が連結部材64によって拘束されている。コンペンピストン59の押圧量によってスプール55が図の右方に移動すると、サーボピストン54の大径側に作用する圧力が高くなってポンプ53の傾転を小さくして吐出量を減らし、スプール55が図の左方に移動すると、サーボピストン54の大径側に作用する圧力が低下してポンプ53の傾転を大きくして吐出量を増やすように構成されている。63は、タンクである。   The spool 55 of the adjusting valve 57 is provided with a bar 60 biased by a spring 61 so as to contact the compensator 59 and a two-stage spring 62 biased so as to oppose the pressing direction of the compensator 59. ing. The sleeve 56 of the adjusting valve 57 is mounted substantially parallel to the moving direction of the servo piston 54, and the position of the moving direction is adjusted by the connecting member 64 so that the displacement of the sleeve 56 coincides with the displacement of the servo piston 54. It is restrained. When the spool 55 moves to the right in the figure due to the pressing amount of the compensating piston 59, the pressure acting on the large diameter side of the servo piston 54 is increased, the tilt of the pump 53 is reduced, the discharge amount is reduced, and the spool 55 is When moving to the left in the figure, the pressure acting on the large diameter side of the servo piston 54 is reduced, and the tilt of the pump 53 is increased to increase the discharge amount. 63 is a tank.

前記電気式パワーシフト制御は、一定圧力Psv(一次圧、例えば4.0MPa)の制御流体を前記電磁比例減圧弁58で所定の制御圧Pfに減圧し、この制御圧Pfの制御流体を流路64を介して前記コンペンピストン59に作用させることにより、このコンペンピストン59で調整弁57の位置制御を行うように構成されたものである。この調整弁57の位置制御を行うコンペンピストン59にはポンプ53の吐出した油圧も作用しており、このポンプ吐出圧と制御圧Pfとによって調整弁57が位置制御されて、所定の特性でサーボピストン54を駆動して可変容量型油圧ポンプ53の傾転が制御されている。この電気式パワーシフト制御によって、前記Hモード、Sモード、Lモードの3モードに切り換えられる。   In the electric power shift control, a control fluid having a constant pressure Psv (primary pressure, for example, 4.0 MPa) is reduced to a predetermined control pressure Pf by the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58, and the control fluid having the control pressure Pf is flowed through the flow path. The compensator 59 is configured to control the position of the adjusting valve 57 by acting on the compensator 59 via 64. The compensator 59 that controls the position of the adjusting valve 57 is also operated by the hydraulic pressure discharged from the pump 53. The position of the adjusting valve 57 is controlled by the pump discharge pressure and the control pressure Pf, and the servo is controlled with predetermined characteristics. The tilt of the variable displacement hydraulic pump 53 is controlled by driving the piston 54. By this electric power shift control, the mode is switched to the H mode, the S mode, and the L mode.

図9に示すPd−Q線図は、この電気式パワーシフト制御によって切り換えられる可変容量型油圧ポンプの特性を模式的に示したものである。図示する例は、制御電流IがILL(例えば、0mA)の場合にLモード、制御電流IがISS(例えば、300mA)の場合にSモード、制御電流IがIHH(例えば、400mA)の場合にHモードとなるように設定されている。また、Lモードの時には、前記一次圧Psvが電磁比例減圧弁58の出力ポート8bを介してそのままの圧力で出力された制御圧Pfでコンペンピストン59を押圧し、Sモード時には、電磁比例減圧弁58によりPSS(例えば、2.2MPa)に減圧された制御圧Pfでコンペンピストン59を押圧し、Hモード時には、同様にPHH(例えば、1.4MPa)に減圧された制御圧Pfでコンペンピストン59を押圧している。このような制御により、図示するような可変容量型油圧ポンプ53の吐出量Qと吐出圧Pdとの関係となるようにしている。 The Pd-Q diagram shown in FIG. 9 schematically shows the characteristics of the variable displacement hydraulic pump switched by this electric power shift control. In the illustrated example, when the control current I is I LL (for example, 0 mA), the L mode is selected. When the control current I is I SS (for example, 300 mA), the S mode is selected, and the control current I is I HH (for example, 400 mA). In this case, the mode is set to be the H mode. In the L mode, the primary pressure Psv presses the compensator 59 with the control pressure Pf output as it is through the output port 8b of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58, and in the S mode, the electromagnetic proportional pressure reducing valve. 58, the compensator piston 59 is pressed with the control pressure Pf depressurized to P SS (for example, 2.2 MPa), and in the H mode, the compensator is similarly controlled with the control pressure Pf depressurized to P HH (for example, 1.4 MPa). The piston 59 is pressed. By such control, the relationship between the discharge amount Q and the discharge pressure Pd of the variable displacement hydraulic pump 53 as shown in the figure is established.

さらに、このような電気式パワーシフト制御を用いて、エンジン回転速度を目標回転速度と常時比較することにより、ポンプ消費トルクがエンジン出力トルクを越えない状態に保つ制御、いわゆるエンジンスピードセンシング制御が行われる。   Further, by using such electric power shift control, the engine speed is constantly compared with the target speed, so that the pump consumption torque is kept from exceeding the engine output torque, so-called engine speed sensing control is performed. Is called.

この種の従来技術として、電流増加に伴って二次圧が低減する逆比例弁の二次圧を減馬力式レギュレータに供給することで、安価なレギュレータを用いて増馬力制御し得る可変容量型油圧ポンプの馬力制御装置がある(例えば、特許文献1参照。)。
特開平5−180168号公報(第3頁、図1)
As this type of conventional technology, the secondary pressure of the inverse proportional valve that reduces the secondary pressure as the current increases is supplied to the horsepower regulator, so that the horsepower can be controlled using an inexpensive regulator. There is a horsepower control device for a hydraulic pump (see, for example, Patent Document 1).
Japanese Patent Laid-Open No. 5-180168 (page 3, FIG. 1)

ところで、前記図8,9に示す構成の場合、電磁比例減圧弁58を制御する配線の断線等によって制御電流Iが遮断された場合、電磁比例減圧弁58によるパワーシフト制御ができなくなり、可変容量型油圧ポンプ53の特性が図9に示すLモードに固定されてしまう。   In the case of the configuration shown in FIGS. 8 and 9, when the control current I is interrupted by disconnection of the wiring for controlling the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58, the power shift control by the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58 cannot be performed, and the variable capacity The characteristics of the mold hydraulic pump 53 are fixed to the L mode shown in FIG.

そのため、電磁比例減圧弁58への制御電流が遮断した時には、その後の作業はLモードでの作業しかできなくなる。つまり、極端に速度の遅い軽作業動作の作業しかできなくなる。   Therefore, when the control current to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58 is interrupted, the subsequent work can only be performed in the L mode. In other words, only light work operations that are extremely slow can be performed.

しかしながら、電磁比例減圧弁58への制御電流が遮断された場合でも、作業途中の場合にはその後も一般的な作業だけでも継続して行い、作業時間終了後に修理するようにして作業の遅延を極力防止したい。そこで、電磁比例減圧弁58への制御電流が遮断された後も一般的な作業を継続できるようにするための対策として、例えば、別の装置等で電流を供給するバックアップ手段を設けることも考えられる。しかし、この場合にはそのために多くの費用が必要となる。また、電磁比例減圧弁58内部が断線した場合は効果がなく、Lモードでの作業しかできなくなる。このことは、前記特許文献1でも同様である。   However, even when the control current to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58 is interrupted, if it is in the middle of work, it will continue to be performed only with general work, and the work may be delayed after the work time is over. I want to prevent it as much as possible. Therefore, as a measure for allowing general work to continue even after the control current to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58 is interrupted, for example, a backup means for supplying current with another device or the like may be provided. It is done. In this case, however, a large amount of cost is required. Also, if the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58 is disconnected, there is no effect and only the operation in the L mode can be performed. This also applies to Patent Document 1.

なお、図8,9に示す構成で電磁比例減圧弁58への制御電流が遮断されても簡単な作業が行えるようにする考えとして、電磁比例減圧弁58への制御電流が遮断されたら図9のSモードとなるようにSモードの制御電流を「ゼロ」位置とする考えもある。しかし、このように設定すると、断線時等にSモードの仕事をさせることができる代わりに、正常状態で前記Lモードを実現できなくなる。このことは、例えば、制御電流が正常状態(断線していない状態)の場合に、エンジン回転速度が低くエンジントルクが小さい状態でポンプに比較的大容量で仕事をさせることも可能となり、エンジントルクに対するポンプの消費トルクがオーバーロードとなってエンジンが停止する、いわゆるエンストを生じてしまう。   8 and 9, as an idea to enable simple operation even when the control current to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58 is cut off, if the control current to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58 is cut off, FIG. There is also an idea that the control current in the S mode is set to the “zero” position so that the S mode is established. However, with this setting, the L mode cannot be realized in a normal state, instead of being able to work in the S mode at the time of disconnection or the like. This means that, for example, when the control current is in a normal state (not disconnected), it is possible to cause the pump to work with a relatively large capacity while the engine speed is low and the engine torque is small. As a result, a so-called engine stall occurs that causes the engine to stop due to overload of the pump consumption torque.

あるいは、電磁比例減圧弁58への制御電流Iが遮断されたときに、電磁比例減圧弁58の二次圧をコンペンピストン59に導く流路を遮断し、代わりにSモードの圧力に相当する圧力に予め調整された一定圧力をコンペンピストン59に導くことも考えられるが、流路を切換えるための構造と、一定圧力を達成するための構造など多くの費用が必要であり、しかも切換えのために作業者の手間が必要となる。   Alternatively, when the control current I to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58 is interrupted, the flow path that guides the secondary pressure of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 58 to the compensatory piston 59 is interrupted, and the pressure corresponding to the S mode pressure is used instead. It is conceivable to introduce a constant pressure that has been adjusted in advance to the compensating piston 59, but it requires a lot of costs such as a structure for switching the flow path and a structure for achieving the constant pressure. The labor of the operator is required.

そこで、前記課題を解決するために、本願発明は、可変容量型油圧ポンプを傾転制御するサーボピストンと、該サーボピストンを位置制御する調整弁と、該調整弁の位置をパワーシフト制御するコンペンピストンの位置を制御する電磁比例減圧弁とを設け、該電磁比例減圧弁と前記コンペンピストンとを連通させる流路に第一の絞りを設け、該第一の絞りと該コンペンピストンとの間の流路から分岐する逃し流路を設け、該逃し流路に第二の絞りと切換弁とを設け、前記電磁比例減圧弁から出力される制御流体がほぼ最大圧力になった時に該切換弁が切り換わり、前記逃し流路を前記第二の絞りを介してタンクへ連通させ、前記第一の絞りと前記コンペンピストンとの間の流路の圧力を所定の圧力に保持するようにしている。   Accordingly, in order to solve the above-described problems, the present invention provides a servo piston that controls the tilt of a variable displacement hydraulic pump, an adjustment valve that controls the position of the servo piston, and a compensator that performs power shift control on the position of the adjustment valve. An electromagnetic proportional pressure reducing valve that controls the position of the piston, a first throttle is provided in a flow path that connects the electromagnetic proportional pressure reducing valve and the compensating piston, and the first throttle and the compensating piston are disposed between the first throttle and the compensating piston. A relief passage branching from the passage is provided, and a second throttle and a switching valve are provided in the relief passage, and when the control fluid output from the electromagnetic proportional pressure reducing valve reaches a substantially maximum pressure, the switching valve The relief flow path is communicated with the tank via the second throttle, and the pressure of the flow path between the first throttle and the compensator piston is maintained at a predetermined pressure.

また、可変容量型油圧ポンプを傾転制御するサーボピストンと、該サーボピストンを位置制御する調整弁と、該調整弁の位置をパワーシフト制御するコンペンピストンの位置を制御する電磁比例減圧弁とを設け、該電磁比例減圧弁と前記コンペンピストンとを連通させる流路に第一の絞りを設け、該第一の絞りと該コンペンピストンとの間の流路から分岐する逃し流路を設け、該逃し流路に切換弁を設け、該切換弁の下流側に所定圧に設定したリリーフ弁を設け、前記電磁比例減圧弁から出力される制御流体がほぼ最大圧力になった時に該切換弁が切り換わり、前記リリーフ弁によって前記第一の絞りと前記コンペンピストンとの間の流路の圧力を所定の圧力に保持するようにしてもよい。   Further, a servo piston that controls the tilt of the variable displacement hydraulic pump, an adjustment valve that controls the position of the servo piston, and an electromagnetic proportional pressure reducing valve that controls the position of the compensator that power-shifts the position of the adjustment valve. Providing a first throttle in a flow path that communicates the electromagnetic proportional pressure reducing valve and the compensator piston, providing a relief flow path that branches from the flow path between the first throttle and the compensator piston, A switching valve is provided in the relief flow path, a relief valve set at a predetermined pressure is provided downstream of the switching valve, and the switching valve is turned off when the control fluid output from the electromagnetic proportional pressure reducing valve reaches almost the maximum pressure. Instead, the pressure in the flow path between the first throttle and the compensator piston may be maintained at a predetermined pressure by the relief valve.

本願発明は、以上説明したような手段により、通常状態でエンジンのストールを防止する可変容量型油圧ポンプをパワーシフト制御する電磁比例減圧弁付の装置であって、電磁比例減圧弁の制御電流が遮断されてもコンペンピストン部の制御圧を自動的に所定圧に切り換えることができるので、配線遮断時等でも可変容量型油圧ポンプで所定の吐出流量を確保して一般的な作業を継続することが可能となる。   The present invention is an apparatus with an electromagnetic proportional pressure reducing valve that performs power shift control on a variable displacement hydraulic pump that prevents engine stall in a normal state by means as described above. Even if it is shut off, the control pressure of the compensatory piston can be automatically switched to the predetermined pressure, so that even when the wiring is shut off, the variable displacement hydraulic pump ensures a predetermined discharge flow rate and continues general work. Is possible.

以下、本願発明の一実施形態を図面に基づいて説明する。図1は本願発明の第1実施形態を示す可変容量型油圧ポンプ制御装置の回路図であり、図2は電磁比例減圧弁の制御電流と制御油圧関係を示す線図、図3は同可変容量型油圧ポンプ制御装置のPd−Q線図、図4は同可変容量型油圧ポンプ制御装置の制御油圧関係を示す線図である。以下の説明でも、コントロールバルブへ所定の圧油を供給するように可変容量型油圧ポンプ制御装置の1つを示し、L,S,Hの3モードにパワーシフト制御可能とした例を説明する。   Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a circuit diagram of a variable displacement hydraulic pump control device showing a first embodiment of the present invention, FIG. 2 is a diagram showing a control current and control hydraulic pressure relationship of an electromagnetic proportional pressure reducing valve, and FIG. FIG. 4 is a diagram showing the control hydraulic pressure relationship of the variable displacement hydraulic pump control device. In the following description, an example will be described in which one of the variable displacement hydraulic pump control devices is shown so as to supply predetermined pressure oil to the control valve, and power shift control can be performed in three modes of L, S, and H.

図1に示すように、この第1実施形態の可変容量型油圧ポンプ制御装置1は、エンジン2で駆動する可変容量型油圧ポンプ3がサーボピストン4によって傾転制御されて吐出量が制御されている。このサーボピストン4には、スプール5とスリーブ6とを有する調整弁7(レギュレータ)からの油圧と、可変容量型油圧ポンプ3から吐出した油圧とが作用しており、調整弁7から油圧が作用する側が大径、可変容量型油圧ポンプ3から吐出した油圧が作用する側が小径に形成されている。このサーボピストン4は、これらの油圧による力のバランスによって可変容量型油圧ポンプ3の傾転を制御している。   As shown in FIG. 1, the variable displacement hydraulic pump control device 1 according to the first embodiment is configured such that a variable displacement hydraulic pump 3 driven by an engine 2 is tilt-controlled by a servo piston 4 to control a discharge amount. Yes. The servo piston 4 is acted on by hydraulic pressure from an adjustment valve 7 (regulator) having a spool 5 and a sleeve 6 and hydraulic pressure discharged from the variable displacement hydraulic pump 3. The side to be operated has a large diameter, and the side on which the hydraulic pressure discharged from the variable displacement hydraulic pump 3 acts has a small diameter. The servo piston 4 controls the tilting of the variable displacement hydraulic pump 3 by the balance of the force by these hydraulic pressures.

前記調整弁7は、可変容量型油圧ポンプ3からの油圧と電気式パワーシフト機構に設けられた電磁比例減圧弁8からの流体圧とで制御されるコンペンピストン9によって位置制御されている。この調整弁7の位置を前記電磁比例減圧弁8で制御するコンペンピストン9で調整することにより、電気式パワーシフト制御の機構が構成されている。この調整弁7によって前記サーボピストン4が位置制御され、可変容量型油圧ポンプ3の傾転が調整される。   The position of the adjusting valve 7 is controlled by a compensator 9 that is controlled by the hydraulic pressure from the variable displacement hydraulic pump 3 and the fluid pressure from the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 provided in the electric power shift mechanism. By adjusting the position of the adjusting valve 7 with a compensator piston 9 controlled by the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8, an electric power shift control mechanism is configured. The position of the servo piston 4 is controlled by the adjusting valve 7 and the tilt of the variable displacement hydraulic pump 3 is adjusted.

調整弁7のスプール5には、コンペンピストン9と接するようにバネ11で付勢されたバー10と、コンペンピストン9の押圧方向と対抗するように付勢する2段のバネ12とが設けられている。調整弁7のスリーブ6は、前記サーボピストン4の移動する方向とほぼ平行に取付けられ、かつ、スリーブ6の変位が前記サーボピストン4の変位に一致するように移動方向の位置が連結部材24によって拘束されている。コンペンピストン9の押圧量によってスプール5が図の右方に移動すると、サーボピストン4の大径側に作用する圧力が高くなってポンプ3の傾転を小さくして吐出量を減らし、スプール5が図の左方に移動すると、サーボピストン4の大径側に作用する圧力が低下してポンプ3の傾転を大きくして吐出量を増やすように構成されている。13は、タンクである。   The spool 5 of the regulating valve 7 is provided with a bar 10 biased by a spring 11 so as to contact the compensator piston 9 and a two-stage spring 12 biased so as to oppose the pressing direction of the compensator 9. ing. The sleeve 6 of the adjusting valve 7 is mounted substantially parallel to the moving direction of the servo piston 4, and the position of the moving direction is adjusted by the connecting member 24 so that the displacement of the sleeve 6 coincides with the displacement of the servo piston 4. It is restrained. When the spool 5 moves to the right in the figure due to the pressing amount of the compensator 9, the pressure acting on the large diameter side of the servo piston 4 increases and the tilt of the pump 3 is reduced to reduce the discharge amount. When moving to the left in the figure, the pressure acting on the large-diameter side of the servo piston 4 is reduced to increase the tilt of the pump 3 and increase the discharge amount. 13 is a tank.

電磁比例減圧弁8の制御電流Iと制御圧Pf1 との関係は図2の通りで、制御電流Iが増加するのに応じて制御圧Pf1 は減少する。制御電流IL ,IS ,IH に応じて、それぞれ制御圧Pf1L,Pf1S,Pf1Hが対応する。 The relationship between the control current I of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 and the control pressure Pf 1 is as shown in FIG. 2, and the control pressure Pf 1 decreases as the control current I increases. Control pressures Pf 1L , Pf 1S and Pf 1H correspond to the control currents I L , I S and I H , respectively.

そして、この第1実施形態では、可変容量型油圧ポンプ3を傾転制御するサーボピストン4を位置制御する調整弁7の位置をパワーシフト制御するコンペンピストン9と電磁比例減圧弁8とを連通させる流路14に、第一の絞り15が設けられている。   In the first embodiment, the compensator piston 9 that controls the power shift of the position of the adjusting valve 7 that controls the position of the servo piston 4 that controls the tilting of the variable displacement hydraulic pump 3 and the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 are communicated. A first throttle 15 is provided in the flow path 14.

また、この絞り15とコンペンピストン9との間には、流路14から分岐するように逃し流路16が設けられている。この逃し流路16には、第二の絞り20と切換弁17とが設けられている。   Further, a relief passage 16 is provided between the throttle 15 and the compensator piston 9 so as to branch from the passage 14. The escape passage 16 is provided with a second throttle 20 and a switching valve 17.

切換弁17は、常時逃し流路16を遮断する方向にバネ部材18で付勢されており、前記絞り15の上流側の流路14に設けたパイロット圧通路19からバネ部材18の設定圧Pswを超えるパイロット圧が入力されたら切り換わって逃し流路16を介して流路34とタンク13とを連通するように構成されている。   The switching valve 17 is urged by a spring member 18 in a direction that always blocks the relief passage 16, and a set pressure Psw of the spring member 18 from a pilot pressure passage 19 provided in the passage 14 upstream of the throttle 15. When a pilot pressure exceeding 1 is input, the flow is switched and the flow path 34 and the tank 13 are communicated with each other via the escape flow path 16.

なお、この実施形態では逃し流路16の切換弁上流側に絞り20を設けているが、この絞り20の機能を切換弁17の連通側に持たせるようにしてもよい。つまり、切換弁17を、逃し流路16の遮断状態と絞り状態とに切換えるように構成してもよい。   In this embodiment, the throttle 20 is provided on the upstream side of the switching valve of the relief passage 16, but the function of the throttle 20 may be provided on the communication side of the switching valve 17. That is, the switching valve 17 may be configured to switch between the shut-off state and the throttled state of the escape passage 16.

これらの設定圧は一例であり、使用条件等に応じて設定すればよい。   These set pressures are merely examples, and may be set according to usage conditions and the like.

図3に示すPd−Q線図は、この電気式パワーシフト制御によって切り換えられる可変容量型油圧ポンプの特性を模式的に示したものである。図示する例は、制御電流IがIL の場合にLモード、制御電流IがIS の場合にSモード、IH の場合にHモードとなるように設定されている。一例として、IL =0mA、IS =350mA、IH =430mAの様に選ばれる。また、このような制御電流Iによって電磁比例減圧弁8を制御した場合の流路14内の制御圧Pf1 は、一次圧Psv(例えば、4.0MPa)に対して、LモードがPf1L、SモードがPf1S、HモードがPf1Hとなるように設定されている。ただし、これらの制御圧Pf1 の大小関係は、Pf1H≦Pf1S≦Pf1L<Psw<Psv、の関係がある。切換弁17の切換え設定圧Pswは、Lモードの制御圧Pf1Lよりも高い圧力に設定されている。これにより、正常使用時には、流路14内が切換弁17の設定圧を超えることがなく切換弁17は閉じた状態を保ち、電磁比例減圧弁8の制御で制御圧Pf1 が調整され、さらにPf2 はPf1 と同じ圧力となるのでコンペンピストン9がパワーシフト制御される。すなわち、H,S,L各モードの制御圧Pf2 は、各々、Pf2H,Pf2S,Pf2Lの圧力に制御される。 The Pd-Q diagram shown in FIG. 3 schematically shows the characteristics of the variable displacement hydraulic pump switched by this electric power shift control. The illustrated example, L mode when the control current I is I L, S mode when the control current I is I S, is set to be the H-mode in the case of I H. As an example, I L = 0 mA, I S = 350 mA, and I H = 430 mA are selected. Further, the control pressure Pf 1 in the flow path 14 when the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 is controlled by such a control current I is such that the L mode is Pf 1L with respect to the primary pressure Psv (for example, 4.0 MPa). The S mode is set to Pf 1S and the H mode is set to Pf 1H . However, the magnitude relationship between these control pressures Pf 1 is Pf 1H ≦ Pf 1S ≦ Pf 1L <Psw <Psv. The switching set pressure Psw of the switching valve 17 is set to a pressure higher than the L-mode control pressure Pf 1L . Thus, during normal use, the switching valve 17 without exceeding the set pressure in the passage 14 is switching valve 17 keeps a closed state, the control pressure Pf 1 in control of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 is adjusted, further Since Pf 2 has the same pressure as Pf 1 , the compensator piston 9 is subjected to power shift control. That, H, S, control pressure Pf 2 of L modes, respectively, Pf 2H, Pf 2S, is controlled to a pressure of Pf 2L.

このように、電磁比例減圧弁8の制御電流Iが「ゼロ」の状態では使用しないようにして、図示するような可変容量型油圧ポンプ3の吐出量Qと吐出圧Pdとの関係となるようにしている。これらの設定値は一例であり、制御電流Iに「ゼロ」を使用しないようにして、使用条件等に応じて各値を設定すればよい。   In this manner, the control is not used when the control current I of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 is “zero”, so that the relationship between the discharge amount Q and the discharge pressure Pd of the variable displacement hydraulic pump 3 as shown in the figure is obtained. I have to. These set values are merely examples, and each value may be set according to the use conditions and the like without using “zero” for the control current I.

図4は制御圧Pf1 の関係を示す線図である。図4に示すように、電磁比例減圧弁8の入力ポート8aに一次圧Psvが供給され、制御電流Iが「ゼロ」の場合、電磁比例減圧弁8の出力ポート8bからはPsvと同じ圧力の制御圧Pf1 が出力されて流路14に供給される。この圧がこの実施形態における制御流体の最大圧となる。また、制御電流Iが遮断されない状態、即ち正常状態では、Pf1H≦Pf1 ≦Pf1L、の範囲の制御圧Pf1 が使用される。 FIG. 4 is a diagram showing the relationship of the control pressure Pf 1 . As shown in FIG. 4, when the primary pressure Psv is supplied to the input port 8 a of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 and the control current I is “zero”, the output port 8 b of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 has the same pressure as Psv. The control pressure Pf 1 is output and supplied to the flow path 14. This pressure is the maximum pressure of the control fluid in this embodiment. In a state where the control current I is not interrupted, that is, in a normal state, a control pressure Pf 1 in the range of Pf 1H ≦ Pf 1 ≦ Pf 1L is used.

図5は切換弁17が切換わった状態を示す図である。前述の圧力関係としたことにより、この第1実施形態によれば、電磁比例減圧弁8の制御電流が遮断した時に、前記電磁比例減圧弁の一次圧Psvが電磁比例減圧弁8を通じて制御圧Pf1 となって流路14に作用するが、この流路14内の制御圧Pf1 をパイロット圧としている切換弁17は、その切換え設定圧Pswが、Psw<Psv、の関係に設定されているので切り換わり、逃し流路16を介して流路34とタンク13とを連通させる。この切換弁17の切換えによって流路34内の制御流体が逃し流路16を介してタンク13へ流れるので、切換弁17と逃し流路16の分岐点との間に設けられた絞り20と絞り15との組合わせで流路34内の圧力が所定圧に保たれる。つまり、この絞り20と絞り15とは、流路34内の制御圧Pf2 がPf2Sとなるようにオリフィス径が設定されている。これにより、電磁比例減圧弁8の制御電流が遮断された時には、自動的に流路34内の制御圧Pf2 がPf2Sとなるようにしている。これらの設定圧は一例であり、使用条件等に応じて設定すればよい。 FIG. 5 is a view showing a state in which the switching valve 17 is switched. Due to the above-described pressure relationship, according to the first embodiment, when the control current of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 is interrupted, the primary pressure Psv of the electromagnetic proportional pressure reducing valve is controlled through the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 to the control pressure Pf. The switching valve 17 having the control pressure Pf 1 in the flow path 14 as a pilot pressure has a switching setting pressure Psw set to a relationship of Psw <Psv. Therefore, the channel 34 and the tank 13 are communicated with each other via the escape channel 16. As the switching valve 17 is switched, the control fluid in the flow path 34 flows to the tank 13 through the relief flow path 16, so that the restriction 20 and the restriction provided between the switching valve 17 and the branch point of the relief flow path 16 are provided. 15, the pressure in the flow path 34 is kept at a predetermined pressure. That is, the orifice diameters of the restrictors 20 and 15 are set so that the control pressure Pf 2 in the flow path 34 becomes Pf 2S . Thereby, when the control current of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 is cut off, the control pressure Pf 2 in the flow path 34 is automatically set to Pf 2S . These set pressures are merely examples, and may be set according to usage conditions and the like.

図6は図1に示す可変容量型油圧ポンプ制御装置における制御圧の関係を示す線図である。図示するように、この実施形態では制御圧Pf1 と制御圧Pf2 との関係を示し、前記したような流路14内の制御圧Pf1 と流路34内の制御圧Pf2 との関係は、次式に示す関係となる。
0≦Pf1≦Psw、のとき、Pf2 =Pf1
Psw<Pf1 、のとき、Pf2 =A1 2/(A1 2+A2 2)・Pf1
ただし、A1 は絞り15の流路面積、A2 は絞り20の流路面積を表わす。
6 is a diagram showing the relationship of control pressure in the variable displacement hydraulic pump control device shown in FIG. As shown in the figure, in this embodiment, the relationship between the control pressure Pf 1 and the control pressure Pf 2 is shown, and the relationship between the control pressure Pf 1 in the flow path 14 and the control pressure Pf 2 in the flow path 34 as described above. Is represented by the following equation.
When 0 ≦ Pf 1 ≦ Psw, Pf 2 = Pf 1
When Psw <Pf 1 , Pf 2 = A 1 2 / (A 1 2 + A 2 2 ) · Pf 1
However, A 1 represents the flow path area of the restriction 15 and A 2 represents the flow area of the restriction 20.

したがって、電磁比例減圧弁8によりパワーシフト制御を行うシステムにおいて、電磁比例減圧弁8への制御電流が遮断された場合には、この電磁比例減圧弁8から出力される最大圧を利用して、流路14に設けた絞り15と逃し流路16に設けた切換弁17と絞り20とにより、絞り15とコンペンピストン9との間の流路34内をSモードの制御圧Pf2S相当に減圧して保つことができ、その後はSモード相当の作業を続けることが可能となる。 Therefore, in a system that performs power shift control by the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8, when the control current to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 is interrupted, the maximum pressure output from the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 is used, By the throttle 15 provided in the flow path 14, the switching valve 17 provided in the relief flow path 16, and the throttle 20, the inside of the flow path 34 between the throttle 15 and the compensator piston 9 is reduced to the equivalent of the S-mode control pressure Pf 2S. After that, the work corresponding to the S mode can be continued.

しかも、電磁比例減圧弁8を制御する配線に断線等が生じて制御不能となった時に、オペレータは何の操作もすることなく自動的に切り換わるので、作業の大きな中断やオペレータによる切換え操作等を要することなく作業を続けることができる。   Moreover, when the wiring for controlling the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 is disconnected and becomes uncontrollable, the operator automatically switches without performing any operation. Work can be continued without requiring

なお、この第1実施形態では、電磁比例減圧弁8が制御不能となった場合に制御圧Pf2 がSモードの制御圧Pf2Sとなるように設定した例を説明したが、この設定圧はLモードの制御圧Pf2Lよりも低い圧力であれば絞り15,20の設定を変更することにより任意の圧力に設定可能であり、制御不能時のモードを設けるようにしてもよい。 In the first embodiment, the example in which the control pressure Pf 2 is set to be the S-mode control pressure Pf 2S when the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 becomes uncontrollable has been described. L mode is possible set to any pressure by changing the settings of 15, 20 stop when the pressure lower than the control pressure Pf 2L, may be provided the mode of time control.

図7は本願発明の第2実施形態を示す可変容量型油圧ポンプ制御装置の油圧回路図である。この第2実施形態の可変容量型油圧ポンプ制御装置21は、上述した第1実施形態における絞り20に関する構成を異ならせたものである。なお、上述した第1実施形態と同一の構成には、同一符号を付して、その詳細な説明は省略する。また、各設定圧も同一圧で説明する。   FIG. 7 is a hydraulic circuit diagram of a variable displacement hydraulic pump control device showing a second embodiment of the present invention. The variable displacement hydraulic pump control device 21 of the second embodiment is different from the configuration of the throttle 20 in the first embodiment described above. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the structure same as 1st Embodiment mentioned above, and the detailed description is abbreviate | omitted. Each set pressure will be described as the same pressure.

図示するように、この第2実施形態では、上述した第1実施形態における絞り20の機能を有するリリーフ弁22を切換弁17の後流側に設けている。このリリーフ弁22は、設定圧が上述した第1実施形態の設定圧と同様にSモードの制御圧Pf2Sに設定されている。 As shown in the figure, in the second embodiment, a relief valve 22 having the function of the throttle 20 in the first embodiment described above is provided on the downstream side of the switching valve 17. The relief valve 22 is set to the S-mode control pressure Pf 2S in the same manner as the set pressure of the first embodiment described above.

このようなリリーフ弁22を設けた構成によっても、電磁比例減圧弁8を制御する配線に断線等が生じて絞り15の上流側流路14に制御圧Psvが作用すると、その圧をパイロット圧として切換弁17が切り換わり、絞り15とコンペンピストン9との間の流路34内の流体が逃し流路16へと流れる。そして、この逃し流路16に設けられたリリーフ弁22によって流路34内の制御圧Pf2 をPf2Sに減圧するように制御流体をタンク13へと逃す。 Even with such a configuration in which the relief valve 22 is provided, when the control pressure Psv acts on the upstream flow path 14 of the throttle 15 due to disconnection or the like in the wiring that controls the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8, the pressure is used as the pilot pressure. The switching valve 17 is switched, and the fluid in the flow path 34 between the throttle 15 and the compensatory piston 9 flows into the escape flow path 16. Then, the control fluid is released to the tank 13 so that the control pressure Pf 2 in the flow path 34 is reduced to Pf 2S by the relief valve 22 provided in the escape flow path 16.

したがって、この第2実施形態によっても、パワーシフト制御を行うようなエンジンスピードセンシングシステムにおいて、電磁比例減圧弁8が制御不能となった場合には、この電磁比例減圧弁8から出力される最大圧を利用して、流路14に設けた絞り15と逃し流路16に設けた切換弁17とリリーフ弁22とにより、絞り15とコンペンピストン9との間の流路34内をSモードの制御圧Pf2S相当に減圧して保つことができるので、その後はSモード相当の作業を続けることが可能となる。 Therefore, also in this second embodiment, in the engine speed sensing system that performs power shift control, when the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 becomes uncontrollable, the maximum pressure output from the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 is Is used to control the inside of the flow path 34 between the throttle 15 and the compensatory piston 9 in the S mode by the throttle 15 provided in the flow path 14, the switching valve 17 provided in the relief flow path 16 and the relief valve 22. Since the pressure can be reduced to the pressure Pf 2S, the work corresponding to the S mode can be continued thereafter.

しかも、電磁比例減圧弁8を制御する配線に断線等が生じて制御不能となった時に、オペレータは何の操作もすることなく自動的に切り換わるので、作業の大きな中断やオペレータによる切換え操作等を要することなく作業を続けることができる。   Moreover, when the wiring for controlling the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 is disconnected and becomes uncontrollable, the operator automatically switches without performing any operation. Work can be continued without requiring

なお、この第2実施形態でも、電磁比例減圧弁8への制御電流が遮断された場合にSモードの制御圧Pf2Sとなるように設定した例を説明したが、この設定圧はLモードの制御圧Pf2Lよりも低い圧力であればリリーフ弁22の設定圧を変更することにより任意に設定可能である。 In the second embodiment, the example in which the control pressure Pf 2S is set to the S mode when the control current to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 8 is interrupted has been described. Any pressure lower than the control pressure Pf 2L can be set arbitrarily by changing the set pressure of the relief valve 22.

また、上述した第1,2実施形態における設定圧やその差圧は一例であり、調整弁7の構成や、ポンプ3の吐出圧等に応じて任意に設定すればよく、上述した実施形態に限定されるものではない。   In addition, the set pressure and the differential pressure in the first and second embodiments described above are examples, and may be arbitrarily set according to the configuration of the regulating valve 7, the discharge pressure of the pump 3, and the like. It is not limited.

さらに、上述した実施形態は最良の実施形態の一例を示しており、本願発明の要旨を損なわない範囲での種々の変更は可能であり、本願発明は上述した実施形態に限定されるものではない。   Further, the above-described embodiment shows an example of the best embodiment, and various modifications can be made without departing from the gist of the present invention, and the present invention is not limited to the above-described embodiment. .

本願発明に係る可変容量型油圧ポンプ制御装置は、油圧ショベルや油圧クレーン等の産業機械における可変容量型油圧ポンプの制御装置として有用であり、特に断線等による制御電流遮断時でも一般的な作業を行う必要があるような使用条件下の産業機械に好適である。   The variable displacement hydraulic pump control device according to the present invention is useful as a control device for variable displacement hydraulic pumps in industrial machines such as excavators and hydraulic cranes. It is suitable for industrial machines under use conditions that need to be performed.

本願発明の第1実施形態を示す可変容量型油圧ポンプ制御装置の油圧回路図である。1 is a hydraulic circuit diagram of a variable displacement hydraulic pump control device showing a first embodiment of the present invention. 図1に示す可変容量型油圧ポンプ制御装置の電磁比例減圧弁の制御電流と制御圧の関係を示す線図である。FIG. 2 is a diagram showing a relationship between a control current and a control pressure of an electromagnetic proportional pressure reducing valve of the variable displacement hydraulic pump control device shown in FIG. 1. 図1に示す可変容量型油圧ポンプ制御装置のPd−Q線図である。FIG. 2 is a Pd-Q diagram of the variable displacement hydraulic pump control device shown in FIG. 1. 図1に示す可変容量型油圧ポンプ制御装置の制御油圧関係を示す線図である。It is a diagram which shows the control hydraulic pressure relationship of the variable displacement type hydraulic pump control apparatus shown in FIG. 図1に示す可変容量型油圧ポンプ制御装置において電流が遮断した時の油圧回路図である。FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram when current is interrupted in the variable displacement hydraulic pump control device shown in FIG. 1. 図1に示す可変容量型油圧ポンプ制御装置における制御圧の関係を示す線図である。It is a diagram which shows the relationship of the control pressure in the variable displacement hydraulic pump control apparatus shown in FIG. 本願発明の第2実施形態を示す可変容量型油圧ポンプ制御装置の油圧回路図である。FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram of a variable displacement hydraulic pump control device showing a second embodiment of the present invention. 従来の可変容量型油圧ポンプ制御装置の油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram of a conventional variable displacement hydraulic pump control device. 図7に示す可変容量型油圧ポンプ制御装置のPd−Q線図である。FIG. 8 is a Pd-Q diagram of the variable displacement hydraulic pump control device shown in FIG. 7.

符号の説明Explanation of symbols

1…可変容量型油圧ポンプ制御装置
2…エンジン
3…可変容量型油圧ポンプ
4…サーボピストン
5…スプール
6…スリーブ
7…調整弁
8…電磁比例減圧弁
9…コンペンピストン
10…バー
11…バネ
12…バネ
13…タンク
14…流路
15…絞り(第一)
16…逃し流路
17…切換弁
18…バネ部材
19…パイロット圧通路
20…絞り(第二)
21…可変容量型油圧ポンプ制御装置
22…リリーフ弁
24…連結部材
34…流路
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Variable displacement type hydraulic pump control apparatus 2 ... Engine 3 ... Variable displacement type hydraulic pump 4 ... Servo piston 5 ... Spool 6 ... Sleeve 7 ... Adjustment valve 8 ... Electromagnetic proportional pressure reducing valve 9 ... Compensation piston 10 ... Bar 11 ... Spring 12 ... Spring 13 ... Tank 14 ... Flow path 15 ... Throttle (first)
16 ... Relief flow path 17 ... Switching valve 18 ... Spring member 19 ... Pilot pressure passage 20 ... Restriction (second)
21 ... Variable displacement hydraulic pump control device 22 ... Relief valve 24 ... Connecting member 34 ... Flow path

Claims (2)

可変容量型油圧ポンプを傾転制御するサーボピストンと、該サーボピストンを位置制御する調整弁と、該調整弁の位置をパワーシフト制御するコンペンピストンの位置を制御する電磁比例減圧弁とを設け、該電磁比例減圧弁と前記コンペンピストンとを連通させる流路に第一の絞りを設け、該第一の絞りと該コンペンピストンとの間の流路から分岐する逃し流路を設け、該逃し流路に第二の絞りと切換弁とを設け、前記電磁比例減圧弁から出力される制御流体がほぼ最大圧力になった時に該切換弁が切り換わり、前記逃し流路を前記第二の絞りを介してタンクへ連通させ、前記第一の絞りと前記コンペンピストンとの間の流路の圧力を所定の圧力に保持する可変容量型油圧ポンプ制御装置。   A servo piston for tilt control of the variable displacement hydraulic pump, an adjustment valve for controlling the position of the servo piston, and an electromagnetic proportional pressure reducing valve for controlling the position of the compensator for power shift control of the position of the adjustment valve; A first throttle is provided in a flow path connecting the electromagnetic proportional pressure reducing valve and the compensator piston, a relief flow path branched from the flow path between the first throttle and the compensator piston is provided, and the escape flow is provided. The passage is provided with a second throttle and a switching valve, and when the control fluid output from the electromagnetic proportional pressure reducing valve reaches almost the maximum pressure, the switching valve is switched, and the relief flow path is opened with the second throttle. A variable displacement hydraulic pump control device that communicates with the tank via the first throttle and maintains the pressure in the flow path between the first throttle and the compensatory piston at a predetermined pressure. 可変容量型油圧ポンプを傾転制御するサーボピストンと、該サーボピストンを位置制御する調整弁と、該調整弁の位置をパワーシフト制御するコンペンピストンの位置を制御する電磁比例減圧弁とを設け、該電磁比例減圧弁と前記コンペンピストンとを連通させる流路に第一の絞りを設け、該第一の絞りと該コンペンピストンとの間の流路から分岐する逃し流路を設け、該逃し流路に切換弁を設け、該切換弁の下流側に所定圧に設定したリリーフ弁を設け、前記電磁比例減圧弁から出力される制御流体がほぼ最大圧力になった時に該切換弁が切り換わり、前記リリーフ弁によって前記第一の絞りと前記コンペンピストンとの間の流路の圧力を所定の圧力に保持する可変容量型油圧ポンプ制御装置。

A servo piston for tilt control of the variable displacement hydraulic pump, an adjustment valve for controlling the position of the servo piston, and an electromagnetic proportional pressure reducing valve for controlling the position of the compensator for power shift control of the position of the adjustment valve; A first throttle is provided in a flow path connecting the electromagnetic proportional pressure reducing valve and the compensator piston, a relief flow path branched from the flow path between the first throttle and the compensator piston is provided, and the escape flow is provided. A switching valve is provided in the passage, a relief valve set at a predetermined pressure is provided downstream of the switching valve, and the switching valve is switched when the control fluid output from the electromagnetic proportional pressure reducing valve reaches a substantially maximum pressure, A variable displacement hydraulic pump control device that maintains a pressure of a flow path between the first throttle and the compensatory piston at a predetermined pressure by the relief valve.

JP2004097627A 2004-03-30 2004-03-30 Variable displacement hydraulic pump controller Expired - Fee Related JP4033849B2 (en)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2004097627A JP4033849B2 (en) 2004-03-30 2004-03-30 Variable displacement hydraulic pump controller
CNB2004100115393A CN100392246C (en) 2004-03-30 2004-12-24 Displacement variable hydraulic pump control device

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2004097627A JP4033849B2 (en) 2004-03-30 2004-03-30 Variable displacement hydraulic pump controller

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2005282456A JP2005282456A (en) 2005-10-13
JP4033849B2 true JP4033849B2 (en) 2008-01-16

Family

ID=35049618

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2004097627A Expired - Fee Related JP4033849B2 (en) 2004-03-30 2004-03-30 Variable displacement hydraulic pump controller

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP4033849B2 (en)
CN (1) CN100392246C (en)

Families Citing this family (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4822320B2 (en) * 2005-11-22 2011-11-24 油研工業株式会社 Variable displacement bidirectional rotary pump and hydraulic circuit using the pump
US8469677B1 (en) 2007-10-01 2013-06-25 Sauer-Danfoss Inc. Check valve pump with electric bypass valve
CN101225816B (en) * 2008-01-19 2010-10-13 陶磊 Transfiguration piston pump
JP6111116B2 (en) 2013-03-28 2017-04-05 Kyb株式会社 Pump volume control device
KR102083687B1 (en) * 2013-12-26 2020-04-14 두산인프라코어 주식회사 Combined operation controlling appratus of construction machine
CN108071620A (en) 2016-11-16 2018-05-25 丹佛斯动力系统(浙江)有限公司 Electrically-controlled valve, hydraulic pump and the hydraulic pump system for possessing changeable control function
CN108916138B (en) * 2018-09-21 2021-05-11 徐州重型机械有限公司 Hydraulic system, control method thereof and engineering machinery

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5934004A (en) * 1982-08-20 1984-02-24 Kawasaki Heavy Ind Ltd Fluid control unit
JP2801091B2 (en) * 1991-02-19 1998-09-21 川崎重工業株式会社 Horsepower control device for variable displacement hydraulic pump
JPH0599128A (en) * 1991-10-07 1993-04-20 Komatsu Ltd Capacity control device for variable capacity hydraulic pump
JP3112189B2 (en) * 1991-10-07 2000-11-27 株式会社小松製作所 Displacement control device for variable displacement hydraulic pump
JPH0599125A (en) * 1991-10-07 1993-04-20 Komatsu Ltd Capacity control device for variable capacity type hydraulic pump
KR100212645B1 (en) * 1994-09-30 1999-08-02 토니헬샴 Discharge flow controlling unit in hydraulic pump
KR100466753B1 (en) * 1997-04-16 2005-04-14 스미도모쥬기가이고교 가부시키가이샤 A control device for a slanting plate type variable capacity pump

Also Published As

Publication number Publication date
JP2005282456A (en) 2005-10-13
CN1676929A (en) 2005-10-05
CN100392246C (en) 2008-06-04

Similar Documents

Publication Publication Date Title
KR950004530B1 (en) Valve apparatus and hydraulic circuit system
WO2015064025A1 (en) Hydraulic drive system of construction machine
JP2008180287A (en) Hydraulic control device of construction machine
JP4976920B2 (en) Pump discharge control device
WO2014091690A1 (en) Variable displacement pump regulator
CN108105182B (en) Oil pressure driving system
JP4033849B2 (en) Variable displacement hydraulic pump controller
US10655740B2 (en) Work machine
CN212744559U (en) Crane extension valve group and hydraulic system
US10208457B2 (en) Working machine control system
CN110431317B (en) Oil pressure system
JP2018025137A (en) Hydraulic control device for work machine
KR101506743B1 (en) Hydraulic pump control apparatus for construction machinery
JPH068641B2 (en) Hydraulic circuit
JP4933299B2 (en) Hydraulic control equipment for construction machinery
US20230167628A1 (en) Hydraulic Control Circuit
JP2014228101A (en) Hydraulic driving device of work machine
KR100988405B1 (en) Apparatus for controlling power of hydraulic pump in an excavator
JPH06117406A (en) Drive circuit for fluid pressure actuator
JP2555361B2 (en) Road sensing control hydraulic circuit device
KR101431847B1 (en) The Hydraulic System of Large Excavator
JP5110846B2 (en) Load sensing hydraulic controller
JP2002021809A (en) Hydraulic circuit for construction machine
JP2017218988A (en) Pump device
JPH10220401A (en) Pump control device

Legal Events

Date Code Title Description
A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20071015

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20071023

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20071023

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20101102

Year of fee payment: 3

R150 Certificate of patent or registration of utility model

Ref document number: 4033849

Country of ref document: JP

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20111102

Year of fee payment: 4

S111 Request for change of ownership or part of ownership

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R313111

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20111102

Year of fee payment: 4

R350 Written notification of registration of transfer

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R350

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20111102

Year of fee payment: 4

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20121102

Year of fee payment: 5

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20121102

Year of fee payment: 5

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20131102

Year of fee payment: 6

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20141102

Year of fee payment: 7

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees